滚珠丝杠和螺纹丝杠的区别

滚珠丝杠和螺纹丝杠的区别：

1、从作用上，两者相同。2、从效果上，滚珠丝杠用于精密传动，效率高，传动灵活，精度保持性好；滑动丝杠精度差，效率低，发热大（长时间用时需冷却），寿命短。3、从应用上，滚珠丝杠多用于数控机床、定位工作台等需要精密定位传动的场合，多配合伺服马达或步进马达使用；滑动丝杠一般仅用于传递力、无较高定位要求且不长时间连续使用的场合。

滚珠丝杠副的选型和计算涉及刚度、定位精度、压杆稳定性等多项指标。滚珠丝杠设计计算是一个较复杂的过程，具体计算可以参照南京传动技术研究所网站查询，里面有个“滚珠丝杠副选型计算”模块，可以根据输入的初始条件计算选型典型规格，并校核包括滚珠丝杠精度，压杆稳定性，Dn值、精度等所有校验指标。（南京传动技术研究所网站：

滚珠丝杠用于精密机床，如加工中心。滑动丝杆用于传递力，如虎钳。

选型：滚珠丝杠的选型要注重的主要参数如下:

1---公称直径。即丝杠的外径，常见规格有8、12、14、16、20、25、32、40、50、63、80、100、120，不过请留意，这些规格中，各厂家一般只备12~50的货，也就是说，其他直径大部分都是期货（见单生产，货期大约在30~60天之间，日系产品大约是2~2.5个月，欧美产品大约是3~4个月）。公称直径和负载基本成正比，直径越大的负载越大，详细数值可以查阅厂家产品样本。这里只说明两个概念：动额定负荷与静额定负荷，前者指运动状态下的额定轴向负载，后者是指静止状态下的额定轴向负载。设计时参考前者即可。需要注意的是，额定负荷并非最大负荷，实际负荷与额定负荷的比值越小，丝杠的理论寿命越高。推荐：直径尽量选16~63。

2---导程。也称螺距，即螺杆每旋转一周螺母直线运动的距离，常见导程有1、2、4、6、8、10、16、20、25、32、40，中小导程现货产品一般只有5、10，大导程一般有1616、2020、2525、3232、4040（4位数前两位指直径，后两位指导程），其他规格多数厂家见单生产。导程与直线速度有关，在输入转速一定的情况下，导程越大速度越快。推荐：导程尽量选5和10。

3---长度。长度有两个概念，一个是全长，另一个是螺纹长度。有些厂家只计算全长，但有些厂家需要提供螺纹长度。螺纹长度中也有两个部分，一个是螺纹全长，一个是有效行程。前者是指螺纹部分的总长度，后者是指螺母直线移动的理论最大长度，螺纹长度=有效行程+螺母长度+设计裕量（假如需要安装防护罩，还要考虑防护罩压缩后的长度，一般按防护罩最大长度的1／8计算）。在设计绘图时，丝杠的全长大致可以按照一下参数累加：丝杠全长=有效行程+螺母长度+设计余量+两端支撑长度（轴承宽度+锁紧螺母宽度+裕量）+动力输

入连接长度（如果使用联轴器则大致是联轴器长度的一般+裕量）。特别需要注意的是，如果你的长度超长（大于3米）或长径比很大（大于70），最好事先咨询厂家销售人员可否生产，总体的情况是，海内厂家常规品最大长度3米，非凡品16米，国外厂家常规品6米，特殊品22米。当然不是说国内厂家就不能生产更长的，只是定制品的价格比较离谱。推荐：长度尽量选6米以下，超过的用齿轮齿条更划算了。

4---螺母形式。各厂家的产品样本上都会有很多种螺母形式，一般型号中的前几个字母即表示螺母形式。按法兰形式分大约有圆法兰、单切边法兰、双切边法兰和无法兰几种。按螺母长度分有单螺母和双螺母（注意，单螺母和双螺母没有负载和刚性差异，这一点不要服从厂家销售人员的演说，单螺母和双螺母的主要差异是后者可以调整预压而前者不能，另外后者的价格和长度大致均是前者的2倍）。在安装尺寸和性能答应的情况下，设计者在选用时应尽量选择常规形式，以避免维护时备件的货期问题。推荐：频繁动作、高精度维持场合选双螺母，其他场合选双且边单螺母。推荐：螺母形式尽量选内循环双切边法兰单螺母。 5---精度。滚珠丝杠按GB分类有P类和T类，即传动类和定位类，精度等级有1、2、3、4.....几种，国外产品一般不分传动还是定位，一律以C0~C10或具体数值表示，一般来说，通用机械或普通数控机械选C7（任意300行程内定位误差±0.05）或以下，高精度数控机械选C5（±0.018）以上C3（±0.008）以下，光学或检测机械选C3以上。特别需要注意的是，精度和价格关联性很大，并且，精度的概念是组合和维持，也就是说，螺杆的导程误差不能说明整套丝杠的误差，出厂精度合格不能说明额定使用寿命内都维持这个精度。这是个可靠性的问题，与生产商的生产

选型计算举例

选取的滚珠丝杠转动系统为：

磨制丝杠(右旋)

轴承到螺母间距离(临界长度) ln = 1200mm 固定端轴承到螺母间距离 Lk = 1200mm 设计后丝杠总长 = 1600mm 最大行程 = 1200mm

工作台最高移动速度 Vman = 14（m/min） 寿命定为 Lh = 24000工作小时。 μ= 0.1 （摩擦系数）

电机最高转速 nmax = 1800 （r/min） 定位精度：

最大行程内行程误差 = 0.035mm 300mm行程内行程误差 = 0.02mm 失位量 = 0.045mm 支承方式为(固定—支承)

W = 1241kg+800kg （工作台重量+工件重量） g=9.8m/sec(重力加速度) I=1 (电机至丝杠的传动比)

Fw=μ×W ×g = 0.1×2041×9.8 ≈ 2000 N(摩擦阻力)

轴向载荷 Fa=F+Fw （N） F1=2000 F2=4000 F3=7000 F4=11000 进给速度 (mm/min) V1=14000 V2=1000 V3=600 V4=120 2

运转方式 无切削 轻切削 普通切削 重切削 工作时间比例 q1=15 q2=25 q3=50 q4=10 Fa --- 轴向载荷 （N） F --- 切削阻力 （N） Fw --- 摩擦阻力 （N）

从已知条件得丝杠编号：

此设计丝杠副对刚度及失位都有所要求，所以螺母选形为：FDG（法兰式双螺磨制丝杠） 从定位精度得出精度精度不得小于P5级丝杠 FDG_-_X_R-_-P5-1600X____ 计算选定编号 导程

= 14000/18000≈7.7mm

在此为了安全性考虑：Pho =10(mm)

运转方式 无切削 轻切削 普通切削 重切削

平均转速

进给速度 (mm/min) V1=14000 V2=1000 V3=600 V4=120 进给转速 (r/min) n1=1400 n2=100 n2=60 n2=12

平均载荷

时间寿命与回转寿命

=24000×266×60 =383040000转次

额定动载荷

以普通运动时确定fw取 1.4

得：额定动载荷 Ca≥39673N

以Ca值从FDG系列表及（丝杠直径和导程、丝杠长度表） 中查出适合的类型为： 公称直径： d0=40mm 丝杠底径： d0=33.9mm 导程：Pho=10mm 循环圈数：4.5 额定动载荷为：48244N。

丝杠编号： FDG 40 × 10R - P5 - 4.5 - 1600 × ____ 预紧载荷

Fao = Fmax/3=11000/3 ≈ 3666 N

丝杠螺纹长度

Lu=L1-2Le L1=Lu+2Le

=1200+2×40=1280mm

丝杠螺纹长度不得小于1280mm加上螺母总长一半84mm(从系列表中查出螺母总长168mm)。 得丝杠螺纹长度 ≥ 1364m。 在此取丝杠螺纹长度 L1=1400mm 则轴承之间的距离Ls=1400mm

丝杠编号： FDG - 10R - P5 - 4.5 - 1600 × 1400 丝杠公称直径

公称直径由允许工作转速与工作容许轴向载荷来推算得出。 临界转速及允许工作转速：

nkper≤0.8×nk

以安装形式确定fnk 取18.9。

nk ≥ nkper/0.8

可知丝杠螺母底径大于? 13.7

当Pho=10(mm)、最高转速达到1400（r/min） 时，系列表中适合的公称直径d0≥32mm 。 上述由额定动载荷Ca 求得的公称直径 d0=40mm>32 ，满足条件，否则公称直径还应加大。 丝杠编号： FDG 40 × 10R – P5 - 4.5 - 1600 × 1400

滚珠丝杠传动系统刚度

初始条件：失位量 = 0.045mm。

滚珠丝杠系统之间各元部件（丝杠、螺母、支承轴承），在此设为：0.04mm。

此时滚珠丝杠系统各元部件单边弹性变形量为：0.02mm。 此时为无切削运动时的轴向载荷2000N。 丝杠刚度

当Ls1=Lk，Rs 为最小，一般情况下计算最小刚度值。

δ = Fa/Rs

=2000/176≈11.4μm

螺母刚度

在此预紧载荷为额定动载荷的10%，螺母刚度从表中查出 R=2128N/μm 从表中查出额定动载荷Ca=48244N,在此ε取0.1．

δnu=Fa/Rnu =2000/1554 ≈1.3μm

支承刚度

支承轴承刚度RaL可从轴承生产厂产品样本中的查出。 在此RaL=1020N/μm

RaL=Fa/δ

aL

δaL=Fa/RaL

= 2000/1020 ≈ 2μm

轴向总刚度

1/Rtot = 1/Rs + 1/Rnu + 1/RaL =1/176 + 1/1554 + 1/1020 ≈1/138

总弹性变形量(单边)

Rtot≈137 N/μm

δ

tot

= δs + δnu + δ=11.4+1.3+2

aL

=14.7μm ≤ 20μm，合格。

从丝杠轴向总刚度的问题上来讲，丝杠的刚度有时比螺母的刚度重要，最佳提升刚性的方法是提高丝杠的刚度，而不是在螺母上施加太重的预紧载荷(预紧载荷最高为额定动载荷的10%)，如果将丝杠的安装方式改为（固定-固定）式，轴向总刚度的最小刚度Rtot≈305N/μm 、总弹性变形量(单边)δs=6.7μm 。 电机的选定 驱动转矩

Fa为无切削轴向载荷2000N。

Fa为轻切削轴向载荷4000N。

Fa为普通切削轴向载荷7000N。

Fa为重切削轴向载荷11000N。

由预加载荷而产生的转矩 在此 Kp 取 0.18

在精确设计中要考虑各方面的转矩(如：加速度时之负载转矩及马达所负荷的总惯性矩等)。 I = 1 （电机至丝杠的传动比） 平均速度时最大驱动转矩

Mt1=Mta+Mte=19.5+1.4≈21Nm

在此马达转速最高设计为1500r/min

电机的选定时，一般来说以平均速度时的 Mt1 在电机额定转矩的30%以内情况下使用。 检校

丝杠理论容许轴向载荷 以安装形式确定fFk 取20.4

Fk=fFk × d24/Lk2 ×104 =20.4×33.92/1200×104

≈187097 N

丝杠工作容许轴向载荷

Fkzul = Fk/2

=187097/2≈93549N

最大轴向载荷小于丝杠工作容许轴向载荷，合格。 临界转速

以安装形式确定取18.9

nk=fnk× d2/Ln ×10

=18.9×33.9/1200×10≈4449 r/min

允许工作转速

2

7

27

nkper ≤ 0.8 × nk

=0.8 × 4449 ≈ 3559 r/min

最大运动转速小于允许工作转速，合格。

匀速运行，非精确计算可以套用以下公式：Ta=（Fa*I）/（2*3.14*n1） 式中

Ta：驱动扭矩kgf.mm；

Fa：轴向负载N（Fa=F+μmg， F：丝杠的轴向切削力N，μ：导向件的综合摩擦系数，m：移动物体重量(工作台+工件)kg，g:9.8 ）； I：丝杠导程mm；

n1：进给丝杠的正效率。 计算举例：

假设工况：水平使用，伺服电机直接驱动，2005滚珠丝杠传动，25滚珠直线导轨承重和导向，理想安装，垂直均匀负载1000kg，求电机功率： Fa=F+μmg，设切削力不考虑，设综合摩擦系数μ=0.1，得

Fa=0.1*1000*9.8=980N；

Ta=（Fa*I）/（2*3.14*n1），设n1=0.94，得Ta=980*5/5.9032≈830N.mm=0.83N.M 根据这个得数，可以选择电机功率。以台湾产某品牌伺服为例，查样本得知，额定扭矩大于0.83N.M的伺服电机是400W。（200W是0.64N.M，小了。400W额定1.27N.M，是所需理论扭矩的1.5倍，满足要求）

当然咯，端部安装部分和滚珠丝杠螺母预压以及润滑不良会对系统产生静态扭矩，也称初始扭矩，实际选择是需要考虑的。另外，导向件的摩擦系数不能单计理论值，比如采用滚珠导轨，多套装配后的总摩擦系数一定大于样本参数。而且，该结果仅考虑驱动这个静止的负载，如果是机床工作台等设备，还要考虑各向切削力的影响。

若考虑加速情况，较为详细的计算可以参考以下公式（个人整理修正的，希望业内朋友指点）：

水平使用滚珠丝杠驱动扭矩及电机功率计算： 实际驱动扭矩：T=(T1+T2)*e T：实际驱动扭矩； T1：等速时的扭矩； T2：加速时的扭矩； e：裕量系数。

等速时的驱动扭矩：T1=（Fa*I）/（2*3.14*n1） T1：等速驱动扭矩kgf.mm；

Fa：轴向负载N【Fa=F+μmg， F：丝杠的轴向切削力N，μ：导向件综合摩擦系数，m：移动物体重量(工作台+工件)kg，g:9.8 】； I：丝杠导程mm；

n1：进给丝杠的正效率。

加速时的驱动扭矩：T2=T1+J*W T2:加速时的驱动扭矩kgf.m; T1:等速时的驱动扭矩kgf.m; J:对电机施加的惯性转矩kg.m2【J=Jm+Jg1+(N1/N2)2*［Jg2+Js+m(1/2*3.14)2］】 W:电机的角加速度rad/s2; Jm:电机的惯性转矩kg.m2; Jg1:齿轮1的惯性转矩kg.m2; Jg2:齿轮2的惯性转矩kg.m2; Js:丝杠的惯性转矩kg.m2

（电机直接驱动可忽略Jg1 、Jg2）

若采用普通感应电机，功率根据以下公式计算： P=TN/9549

P：功率；T：扭矩；N：转速

修正说明：原“计算举例”中综合摩擦系数设定为0.01，导致计算结果不合理（最开始扭矩结果应是0.083N.M，算成0.83是我单位换算错误），现将其修改为相对较合理的0.1。修改原因是滚珠导轨内滚动体的理论摩擦系数大约是0.003~0.005，组装后因为增加了端部防尘件和预压的原因，摩擦系数大约为0.01~0.05，而多套多滑块同时使用因安装方面的影响，整体摩擦系数可能在0.1~0.2之间，这里选0.1应该比较合理。应注意，计算结果没有考虑冲击、震动以及其他非常因素的影响，而且螺旋升角对推力的影响反应似乎不够合理，因此这个结果只供参考。同时，在此感谢“温暖海洋”和“茄子”网友提出的指导性意见，特别是“温暖海洋”网友指出了我计算过程中单位换算的错误，非常感谢！

设计计算举例

已知条件：机床工作台如图5 最大行程：1000mm

全行程上定位精度：δg=0.025mm 失动量：δs=0.01mm

工作台最高速度Vmax=20m/min

寿命20000小时 （两班工作制10年） 电机直联丝杠，最高转速nj=2000r/min 初步考虑用滑动导轨，摩擦系数μ=0.1 丝杠用 固定--固定的安装方式

设计计算过程，按18、滚珠丝杠副的设计计算程序（简称18，下同）进行

P：功率；T：扭矩；N：转速

修正说明：原“计算举例”中综合摩擦系数设定为0.01，导致计算结果不合理（最开始扭矩结果应是0.083N.M，算成0.83是我单位换算错误），现将其修改为相对较合理的0.1。修改原因是滚珠导轨内滚动体的理论摩擦系数大约是0.003~0.005，组装后因为增加了端部防尘件和预压的原因，摩擦系数大约为0.01~0.05，而多套多滑块同时使用因安装方面的影响，整体摩擦系数可能在0.1~0.2之间，这里选0.1应该比较合理。应注意，计算结果没有考虑冲击、震动以及其他非常因素的影响，而且螺旋升角对推力的影响反应似乎不够合理，因此这个结果只供参考。同时，在此感谢“温暖海洋”和“茄子”网友提出的指导性意见，特别是“温暖海洋”网友指出了我计算过程中单位换算的错误，非常感谢！

设计计算举例

已知条件：机床工作台如图5 最大行程：1000mm

全行程上定位精度：δg=0.025mm 失动量：δs=0.01mm

工作台最高速度Vmax=20m/min

寿命20000小时 （两班工作制10年） 电机直联丝杠，最高转速nj=2000r/min 初步考虑用滑动导轨，摩擦系数μ=0.1 丝杠用 固定--固定的安装方式

设计计算过程，按18、滚珠丝杠副的设计计算程序（简称18，下同）进行

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/d3fo.html